【正文】 勞強度，1412111 ][ FFF zbm YKT ?? ???? ?????? ， 21212 ][ FFFFF YY ??? ????? 結論：對比 計算結果，由齒面接觸疲勞強度計算的法面模數(shù)大于由齒根彎曲疲勞強度計算的法面模數(shù)，取 m＝ 3mm，已可滿足彎曲強度。于是由 z1=d1/m=81/3 =27，取 Z1=27,Z2 = Z1 i1 ==97。 5） 驗算， mmNdTF t / 411 ????? ， mmNmmNbFK tA /100/ ???? ，故合適。故大、小齒輪均選用45 鋼。 . 初步計算傳動主要尺寸 由于是閉式硬齒面齒輪傳動，抗點蝕能力強，其主要失效形式是齒根折斷。按齒面接觸疲勞強度進行計算。 3)初選 K ? 。 7)應力循環(huán)次數(shù) N 831 6 516646060 ???????? hjLnN ， 78112 ?????? iNN 8）接觸疲勞強度壽命系數(shù) HNK ，按表選取 ?HNK ， ?HNK 9）計算接觸疲勞強度許用應力 ][H? ，取失效概率為１％，安全系數(shù)為 S=1，按表計算得 MP aS HHH 5701570][ 1lim1 ??? ?? ， MP aS HHH 3901390][ 2lim2 ??? ?? 10 ） 試 算 小 齒 輪 分 度 圓 直 徑 d ，mmZiiTKd HEdt 0 0)5 7 0 8 9( )][( 3 243 212 ?????????? ?。 取 d=72mm 14)計算齒寬 b，mmdb d ??? ?，圓整取為 100mm。 B 再按齒根彎曲疲勞強度設計校核 9） 計算載荷系數(shù) K，由上可知 K= 10） 齒形系數(shù) FY ，由圖查得 , 21 ?? FF YY 11） 齒輪的彎曲疲勞強度極限應力， M P aM P a FF 1 7 0,2 2 0 2lim1lim ?? ?? 12） 彎曲疲勞強度壽命系數(shù)， ?FS 13） 計算彎曲疲勞許用應力 [σ F]， MP aSMP aS FFFFFF ][,][ 1lim21lim1 ?????? ???? 14） 計算齒輪][ FFY?的并加以比較， 136 ][,][ 2211 ????? FFFF YY ??，取。 16） 校核齒根彎曲疲勞強度，1412111 ][ FFF zbm YKT ?? ???? ?????? ， 21212 ][ FFFFF YY ??? ????? 結論：對比計算結果，由齒面接觸疲勞強度計算的法面模數(shù)大于由齒根彎曲疲勞強度計算的法面模數(shù)，取 m＝ 4mm，已可滿足彎曲強度。于是由 z1=d1/m=132/4 =33，取 ,Z2 = Z1 i1 ==91。 5)驗算， mmNdTF t /11 59132 411 ????? ， 12 mmNmmNbFK tA /100/ ???? ，故合適。浸油深度不能過深也不能過淺，通常一般的推薦值為，滿足浸油潤滑的條件為油的深度大于 10mm，小于三個全齒高，又 mmhhh fa 9??? 。驗證可以知道，兩個齒輪同時滿足浸油條件，可以正常使用。 . 初算軸徑 mmnPCd 3311 ???? 考慮到軸上鍵槽適當增加軸直徑，增大 5%，圓整后取 d=25mm。由參考文獻 [2]P193 頁表 ，考慮扭矩大于彎矩，取小值， C=100。 n—— 軸的轉速（單位 r/min）。因傳遞功率小，齒輪減速器效率高，發(fā)熱小，估計軸不會很長，故軸承部件的固定方式采用兩端固定。 14 B 聯(lián)軸器及軸端 1 上述所求的的 mmd 25? ， 軸段 1的直徑 20mm，又考慮到軸段 1 上安裝聯(lián)軸器，因此 1的設計與聯(lián)軸器的設計同時進行。查表 (參考文獻 [1])可取：K=，則計算轉矩： mmNTKT d ???????? 541 。軸段 1的長度應比聯(lián)軸 器的軸孔長度略短，故取 50mm。 由于聯(lián)軸器只傳遞轉矩，軸段 2 的軸徑可與軸段 1 相同。可取軸段 2的軸徑為 2 的長度由軸承座的長度和軸段 1 決定。由此得 mmmmccl 34~31)8~5(1214)8~5(21 ??????? ,取為 32mm，軸承靠近箱體內(nèi)表面的端面到箱體內(nèi)表面的距離為 5mm.(高速軸大齒輪齒輪齒頂圓處速度大于 2m/s，由經(jīng)驗，軸承取油潤滑 ) 則軸段2 長度為 38mm?？紤]軸徑及安裝，暫取 6205，查得 d=25mm， D=52mm，B=15mm。 E 軸段 4 軸段 4 的軸肩也為（ ~） 20=~2mm。 但考慮到可能使用齒輪軸，需進行計算，知 e m=,則齒輪結構形式必須選取齒輪軸形式，則知不需要圖中的軸端 4 的軸肩定位。 F 軸段 5 軸段 5固連低速級大齒輪。長度應略小于齒輪齒寬。 G 軸段 6 由圖 中的公式計算得，軸段 6 的軸肩應為（ ~） 20=~2mm。 . 軸上鍵校核設計 輸入軸只有軸段 1上有 鍵，計算時計算軸上所需鍵最短長度，軸段 1上鍵長大于所需最短工作長度即可。需滿足： ][2 pp dklT ?? ?? ，其中由軸的直徑 20mm，可取鍵的尺寸 b h=6 6mm。 ．軸的強度校核 A 畫軸的受力簡圖 B 計算支承反力 L1=60mm,L2=160mm 在水平面上 NFll lF tH 1446198916060 16021 21 ?????? NFFF HtH 5 4 31 4 4 61 9 8 912 ????? 在垂直平面上 NFll lF rV 52672416060 16021 21 ?????? NFFF VrV 1 9 85 2 67 2 412 ????? 軸承 I的總支承反力： NFFF VHR 2221211 ????? 軸承 II的總支承反力： NFFF VHR 578198543 2222222 ????? C 畫彎矩圖 在水平面上， a剖面左側： mmNLFM HH ????? 8 6 7 6 0601 4 4 6111 a剖面右側： mmNLFM HH ????? 8 6 8 8 01 6 05 4 3222 16 在垂直平面上，彎矩為 a剖面左側： mmNLFM VV ????? 3 1 5 6 060526111 a剖面右側： mmNLFM VV ????? 3 1 6 8 0160198222 合成彎矩， a剖面左側： mmNMMM VHR ?????? 923223156086760 2221211 a剖面右側： mmNMMM VHR ?????? 924763168086880 2222222 D 畫轉矩圖 T=^4Nmm 因為 12 RR MM ? ，所以 2 斷面為危險截面。 （油潤滑） 由表 （參考文獻 2）查得 6205 軸承的 Cr=， Co=。 計算當量動載荷，沖擊載荷系數(shù)，查表 18..8 得 ? ， 取 X=1， Y=0。微振，由表 ? 。 中間軸 (即軸Ⅱ )的設計計算 . 軸的基本參數(shù) Ⅱ軸： 轉速 m in/ rinn ??? 功率 kWPP ??????? ?? 轉矩 mNnPT ?????? 222 作用在齒輪上的力： 圓周力 NdTF t 4150132 522 ????? 徑向力 NFF tr 5 1 020t a n4 1 5 0t a n ?????? ? 軸向力 0 . 選擇軸的材料 考慮結構尺寸可能出現(xiàn)的特殊要求，選用 45 號鋼調(diào)質處理，以獲得良好的綜合機械性能。 式中， C—— 由許用扭轉剪應力確定的系數(shù)。 18 P—— 軸傳遞的功率（單位 kW）。 A 軸承部件的結構形式 軸承部件的固定方式采用兩端固定。 B軸段 1與軸段 5 初選深溝球軸承 6207,查得 d=35mm,D=72mm,B=17mm。 軸段 1與 5長度均為 32mm?？紤]軸轂配合及齒輪，所以軸段 2的軸徑為 45mm，長度為 108mm，且需加套筒起軸向固定齒輪的作用。 E 軸段 4 軸段 4與中間軸大齒輪的輪轂配合 。取軸段 4的長度為 78mm。 連接為動連接，載荷輕微振動，且鍵材料均選用 45 號鋼，查表可得： M Pap 1 20~1 00][ ?? ，取MPap 110][ ?? 。 鍵可選長度為 90mm。鍵可選長度為 63mm。 在水平面上 Nlll llFlFF ttH 27807510055 )75100(1876754150)( 321 232331 ??? ??????? ??? NFFFF tHtH 32461876278041502132 ??????? 在垂直平面上 Nlll llFlFF rrV )75100(683751510)( 321 232331 ??? ???????? ??